Közbenső hőcserélővel ellátott hőszivattyú teljesítménytényezőjének kivizsgálása

Közbenső hőcserélővel ellátott hőszivattyú teljesítménytényezőjének kivizsgálása Boros Dorottya Szabadkai Műszaki Szakfőiskola Szabadka, Szerbia [email protected] Összefoglaló: A dolgozatunkban bemutatunk egy kompresszoros közbenső-hőcserélős víz-víz típusú hőszivattyút. A munkánk célja, hogy a bemutatásra került hőszivattyú maximális COP értékét kivizsgáljuk különböző hűtőközegek esetére. A kompresszoros hőszivattyú komponensei: elpárologtató, kompresszor, közbenső hőcserélő, kondenzátor és az expanziós szelep. A matematikai modellje koncentrált paraméterű. A következő hűtőközegekkel végezzük el az elemzést: R22/R134a/R407C/R410A. A szimulációs Solkane8-program segítségével kapott eredményeket grafikonos módon ábrázoltuk. Kulcsszavak: hőszivattyú, hűtőközeg, teljesítménytényező – COP, matematikai modell Jelölések: 𝑄0 – hűtőteljesítmény [kW] 𝑞0 – fajlagos hűtőteljesítmény [kW] 𝑡0 – elpárolgási hőmérséklet [°C] 𝑡𝑘 – közbenső hőcserélőben lévő hőmérséklet [°C] 𝑡𝑐 – kondenzációs hőmérséklet [°C] 𝑡𝑢 – utóhűtés hőmérséklete [°C] 𝑝0 – elpárolgási nyomás [bar] 𝑝𝑘 – közbenső hőcserélőben lévő nyomás [bar] 𝑝𝑐 – kondenzációs nyomás [bar] ∆𝑖0 – az elpárolgás latens hője [kJ/kg] ∆𝑖 – a kondenzáció latens hője [kJ/kg] 𝑘 – hőátbocsájtási tényező [W/𝑚2 K] A hűtőközegek fontosabb fizikai jellemzői: 𝑀 – moláris tömeg [g/mol] 𝑅 – gázállandó [kJ/kg] 𝑡0 – olvadáspont [°C] 𝑡𝑓 – forráspont [°C] 𝑝 – a hűtőközeg gőznyomása [bar] 𝑉̇ – a hűtőközeg térfogatárama [𝑚3 /s] Görög betűk: 𝜌𝑔 – sűrűség (gőz) [kg/𝑚3 ] 𝜌𝑓 – sűrűség (folyadék) [kg/𝑚3 ]

Szabadkai Műszaki Szakfőiskola 2015

1

I.

BEVEZETÉS

A cikkünkben először is letisztáztuk a hőszivattyú működését, majd az adott hűtőközegekre külön-külön kivizsgáljuk a teljesítménytényező értékét. A teljesítménytényező egy mutatószám, ami a hőszivattyú hatékonyságára vonatkozik. Egy adott időpillanatban vizsgálva, meghatározott hőfelvételi és hőleadási hőmérsékletnél, a hőszivattyú berendezés által leadott hőteljesítmény és felhasznált segédenergiaként-általában villamos energiáról beszélünk - arányát mutatja meg, amikor a berendezés működése közben eléri a csúcsteljesítményét. A hőszivattyús gép valós hatékonysága, amely rendelkezik egy adott COP-val attól függ, hogy hogyan lett kivitelezve a hőforrás valamint a hőleadás. Nagyon fontos, hogy a hőszivattyú berendezés megfelelően kerüljön a rendszerben illesztésre, függetlenül attól, hogy bármilyen jó paraméterekkel, COP-val rendelkezik, ellenkező esetben nagyobb költségekkel fog járni a működése, mint egy helyesen megtervezett és kivitelezett hőszivattyús berendezés. Ahhoz, hogy meg tudjuk határozni a COP maximális értékét szükséges a hűtőközegek tulajdonságainak bemutatása és kivizsgálása egyaránt. A megújuló energiaforrások fokozott mértékű alkalmazásának egyik kitűnő lehetősége a hőszivattyúk alkalmazása. A hőszivattyúk a megújuló és a hulladékenergiák hasznosításával elősegítik a fosszilis tüzelőanyagok gazdaságosabb felhasználását, így jelentősen mérsékelik az építmények energiaellátásának üzemeltetési költségeit. Energetikai szempontból kedvező, hogy a hőszivattyúk alkalmazhatók épületek fűtésére, hűtésére és használati melegvíz előállítására is. Napjaink egyik leghatékonyabb eszköze annak, hogy energiát takarítsunk meg és a szén-dioxid kibocsátást csökkentsük. A legnagyobb energia megtakarítást az energiatermelés és felhasználás ésszerűsítésével, az építmények hőveszteségének csökkentésével, valamint a fűtőberendezések optimális kiválasztásával és üzemeltetésével érhetjük el. Az épületgépészetnek a fűtési technológiák korszerűsítésével a közeljövőben várhatóan nélkülözhetetlen berendezése lehet a hőszivattyú. A hőszivattyú energetikai hatásfokának javítása és az üzemeltetés minőségének emelése megkerülhetetlenné teszi, hogy törekedjünk a hőszivattyú üzemének, a benne zajló folyamatok mind pontosabb leírására, az azt megalapozó fizikai, matematikai modellek fejlesztésére és finomítására. A hőszivattyú matematikai modellje lehetővé teszi az optimális rendszerek kialakítását, gazdaságosabb megoldások keresését, üzemi jellemzők kiértékelését valamint élettartam és költségtervezést. A hőszivattyú matematikai modellalkotással Nyers et al. [1], Zhang et al.[2], Garbai et al. [3], Kassai et al. [4], Poós et al. [5] és optimalizással Nyers et al. [6], Szánthó Z [7], Garbai et al. [8] foglalkoztak. A hőszivattyú energetikai optimuma akkor áll elő, ha a COP maximális értéket vesz fel. Maximális energetikai hatásfokot akkor érünk el, ha a hőt minimális befektetett mechanikai munka felhasználásával szállítjuk a felhasználás helyére. Jelen cikkünkben vizsgálatainkat kiterjesztettük a hőszivattyús rendszer hatásfokának COP értékének vizsgálatára, R22, R134a, R407C és R410A típusú hűtőközegek függvényébe, mivel a hűtőközeg a hűtőberendezés körfolyamatában hőenergia-szállítóként vesz részt.


2

II.

A KÖZBENSŐ HŐCSERÉLŐVEL ELLÁTOTT KOMPRESSZOROS HŐSZIVATTYÚ FIZIKAI MODELLJE

A berendezés 5 fő szerkezeti eleme az elpárologtató, a kompresszor, a közbenső hőcserélő, a kondenzátor és a fojtó szelep. Az elpárologatóban a hűtőközeg elpárolgással átveszi a hőt az alacsonyabb hőfokú hűtött közegtől, ezáltal az itt képződött gőz 𝑝0 elpárolgási nyomásról és 𝑡0 hőmérsékletről bekerül a közbenső hőcserélőbe, ami az elpárolgási hőmérsékletről a túlhevített gőzt lehűti 𝑡𝑘 hőmérsékletre, míg az elpárolgási nyomás megnövekszik 𝑝𝑘 nyomásra. Az elpárologtató végén némi túlhevítésre is sor kerülhet, ami azt jelenti, hogy kilépő hűtőközeg-gőz hőmérséklete néhány kelvinnel nagyobb lesz, mint az elpárolgási hőmérséklet. Az így kapott, meghatározott állapotú hűtőközeget beszívja a kompresszor. A kompresszor feladata, hogy a meghatározott térfogatáramú hűtőközeg-gőzt szállítsa egy alacsonyabb nyomású térből egy nagyobb nyomású térbe, gyakorlatilag magasabb energiaszintre emeli, komprimálja, azaz sűríti a 𝑝𝑐 kondenzációs nyomásra. Mindez mechanikai munka befektetése mellett megy végbe. A kondenzátor feladata az elpárologatóban felvett hőáramnak és a kompresszorban a komprimáláshoz bevezetett energiaáramnak valamilyen atmoszférikus közegnek (víznek vagy levegőnek) való leadása, a kompresszorból érkező hűtőközeg cseppfolyósítása során. Mivel a hűtőközeg-gőz nagy hőmérsékleten, túlhevített állapotban érkezik a kondenzátorba, először szükséges elvonni a túlhevítési hőt, majd amikor a gőz eléri a nyomásnak megfelelő 𝑡𝑐 telítési hőmérsékletet, megkezdődik a kondenzáció. A túlhevített gőz a kondenzálódás után pótolja az elpárolgott hűtőközeget az elpárologtatóban és a közbenső hőcserélőben. A kondenzációs nyomású folyadékáram a kondenzációs hőmérsékletről utóhűl 𝑡𝑢 hőmérsékletre a közbenső hőcserélőn keresztül. Az utóhűtés hőmérsékletét a 𝑝𝑘 közbenső nyomáshoz tartozó 𝑡𝑘 hőmérséklet és a hőcserélő felülete határozzák meg. ( 𝑡𝑢 > 𝑡𝑘 ) Azonos feltételek mellett az utóhűtés által csökken a kompresszorral szállítandó hűtőközeg-áram, következésképpen az utóhűtés javítja a körfolyamat teljesítménytényezőjét. Az adagolószervek a hűtőberendezések ötödik fő szerkezeti elemét képezik, bennük megy végbe a nyomáscsökkenés a kondenzációs nyomásról az elpárolgási nyomásra, a szükséges mennyiségű hűtőközeg beadagolása az elpárologatóba a rendszer helyes működéséhez, valamint üzemszünet esetén a kondenzátor és az elpárologtató közötti szakasz lezárása.

1.

ábra: a hőszivattyú sematikus ábrázolása


3

III.

A KÖZBENSŐ HŐCSERÉLŐVEL ELLÁTOTT HŐSZIVATTYÚ MATEMATIKAI MODELLJE

Fajlagos hőelvonás: 𝑘𝐽

𝑞0 = ℎ3 − ℎ2 = ∆𝑖1 [𝑘𝑔]

(1)

Fajlagos hőleadás: 𝑘𝐽

𝑞𝑐 = ℎ4 − ℎ1 [𝑘𝑔]

(2)

Fajlagos kompresszormunka: 𝑘𝐽

𝑊𝑖 = ℎ4 − ℎ3 [𝑘𝑔]

(3)

𝑞𝑐 = 𝑞0 + 𝑊𝑖

(4)

A körfolyamat hőmérlege:

A hűtőközeg tömegárama: 𝑚̇ =

𝑄̇0 𝑘𝑔 𝑞0

[𝑠]

(5)

A kompresszor ideális teljesítményfelvétele: 𝑃𝑖 = 𝑚̇ ∙ 𝑊𝑖 [𝑘𝑊]

(6)

A kompresszor által elszívott gőz térfogatárama: 3

𝑚 𝑉̇ = 𝑚̇ ∙ 𝑣3 [ 𝑠 ]

(7)

A hűtőkompresszor geometriai adataiból számított elméleti szállítóteljesítmény, amit egy d furat, s löket, n fordulatszám, z hengerszám határoz meg: 2

3

̇ = 𝑑 ∙𝜋 ∙ 𝑠 ∙ 𝑛 ∙ 𝑧 [𝑚 ] 𝑉𝑔𝑒𝑜 4 60 𝑠

(8)

A kompresszorban található hűtőközeg szállítását csökkentő tényezőket a szállítási fokkal vesszük figyelembe: ̇

3

̇ = 𝑉 [𝑚 ] 𝑉𝑔𝑒𝑜  𝑠 𝑠𝑧 = ɳ𝒗 ∙ ɳ𝐹 ∙ ɳ 𝑇 ɳ𝒗 − volumetrikus hatásfok ɳ𝐹 −falhatásfok ɳ 𝑇 − tömítetlenség, résveszteség

(9) (10)

Volumetrikus hőelvonás-egységnyi térfogatú hűtőközeg által kifejtett hűtőhatás: 𝑞

𝑘𝐽

𝑞0𝑣 = 𝑣 0 [𝑚3 ] 𝑠𝑧


(11)

4

Eme adatok ismeretében a kompresszor által elszállított hűtőközeg térfogatárama: ̇

3

𝑄 𝑚 𝑉̇ = 𝑞 0 [ 𝑠 ] 0𝑣

(12)

Keringésben lévő hűtőközeg tömegárama: 𝑚̇ =

̇ 𝑉𝑔𝑒𝑜 𝑘𝑔 𝑣𝑠𝑧

[𝑠]

(13)

A belső hőcserélőben lévő hűtőközeg-áramok: 𝑞𝐵𝐻 = ℎ1 − ℎ∗1 = 𝑐 ∙ (𝑡𝑢 − 𝑡 ∗ 𝑢 ) 𝑞𝐵𝐻 = ℎ∗ 3 − ℎ3 = 𝑐𝑝 ∙ (𝑡 ∗ 𝑡 − 𝑡𝑡 ) 𝑞 ∗ 0 > 𝑞0 𝑊 ∗ > 𝑊

(14) (15) (16)

A fajlagos hűtőteljesítmény vagy más néven COP – teljesítménytényező, amely a 𝑄̇0 és a P teljesítmény viszonyát meghatározza: 𝜀𝑖 =

2.

𝑄̇0 𝑃𝑖

(17)

ábra: A munkafolyamat ábrázolása a log p-h diagramon:


5

IV.

A KÖZBENSŐ HŐCSERÉLŐVEL ELLÁTOTT KOMPRESSZOROS HŐSZIVATTYÚ MUNKAKÖZEGÉNEK ELEMZÉSE

A hűtőközegek a hőszivattyú berendezés belső tartományában végbemenő zárt körfolyamatban végzik a hő szállítását. Az R22, R134a, R407C és az R410A munkaközegek kerültek kivizsgálásra. Minden olyan folyadék illetve folyadék-keverék alkalmazható hűtőközegként, amely kis hőmérsékleten könnyen elpárologtatható, és cseppfolyósítható, jól kezelhető nyomás- és hőmérséklethatárokon. Meghatározott vegyi, ökológiai, hűtési feladattal és a tárolásukkal kapcsolatos követelményeknek kell eleget tenniük ahhoz, hogy alkalmazni tudják őket. Minden hűtőközeg rendelkezik saját log p-h diagrammal illetve gőztáblázattal. A diagram szemlélteti a munkaközeg energiaátalakulási és energiaátviteli állapotváltozásait. Vízszintes tengelyen a fajlagos entalpia (h) értékei vannak feltűntetve, a beosztások egyenletesek, míg a függőleges tengelyen a nyomás (p) nem lineáris, hanem logaritmikus osztással. A log p-h diagramok egységnyi tömegű hűtőközegre vonatkoznak (m=1kg), valamint a közeg telített folyadékállapotához, ami 0 °C hőmérsékletű, 200 kJ/kg fajlagos entalpiaérték van hozzárendelve. A következő táblázatban ezeknek a munkaközegeknek mutattuk be a termodinamikai és fizikai jellemzőit.

1.

Táblázat: A hűtőközegek fizikai jellemzői: Megnevezés

R22 R134a R407C R410A

2.

Összetétel

Normál forráspont

Párolgáshő

CH𝐹2 Cl 𝐶𝐻2 F-C𝐹3 zeotrop azeotrop

-40,75 °C -26,2 °C -44,0 °C -52 °C

234 kJ/kg 215 kJ/kg 247 kJ/kg 237,8 kJ/kg

Táblázat: A hűtőközegek gőznyomása meghatározott hőmérsékleten:

Megnevezés R22 R134a R407C R410A

Gőznyomás -30 °C-on 1,64 bar 0,85 bar 1,37 bar 2,75 bar

-0 °C-on 4,97 bar 2,93 bar 4,52 bar 10,82 bar


40 °C-on 15,36 bar 10,16 bar 15,17 bar 23,98 bar

6

V.

SZIMULÁCIÓS EREDMÉNYEK BEMUTATÁSA

A belső hőcserélővel ellátott kompresszoros hőszivattyú működését a Solkane8-program segítségével vizsgáltuk ki, az így kapott eredmények bemutatása grafikonos formában történt.

INPUT TUT

Matematikai

OUTPUT

modell

A. A szimuláció kezdő paraméterei: Elpárologató: Kompresszor: 𝑡0 = 0 °C ɳ= 0,8 ∆𝑡𝑡𝑢𝑙 = 5 K Belső hőcserélő: ∆𝑝𝑒 = 0,5 bar ∆𝑇= 5 K 𝑄𝐻𝐾 = 10 kW Kondenzátor: 𝑡𝑐 = 45 °C ∆𝑝𝑐 = 0,5 bar

COP [-]

4

5000 Térfogat kapacitás [kJ/ml]

4,2 R22

3,8

R134a

3,6

R407C

3,4

R410A

4000

R22

3000

R134a

2000

R407C

1000

R410A

3,2 1.

0

diagram: A teljesítménytényező értéke különböző hűtőközegekre

3.

diagram: A hűtőközegek térfogat kapacitása

2,8 2,7 2,6 2,5 2,4

0,06 Tömegáram [kg/s]

A kompresszor teljesítménye [kW]

2,9 R22 R134a R407C R410A

2,3 2.

diagram: A kompresszor teljesítménye


0,058

R22

0,056

R134a

0,054

R407C

0,052

R410A

0,05 4.

diagram: A hűtőközegek tömegárama

7

1,5 1 0,5

4,2 Nyomásviszony

Közbenső hőcserélő teljesítménye [kW]

2 R22 R134a R407C R410A

0 5.

4 3,8 3,6 3,4 3,2

R22 R134a R407C R410A

3

diagram: A közbenső hőcserélő teljesítménye

7.

diagram: Nyomásviszony

Nyomáskülönbség [bar]

25 20

R22

15

R134a

10

R407C

5

R410A

0 6.

diagram: Nyomáskülönbség


8

VI.

A SZIMULÁCIÓS EREDMÉNYEK ELEMZÉSE

Az adott peremfeltételek mellett a szimulációs eredmények alapján megállapítható hogy a kompresszoros közbenső hűtővel ellátott hőszivattyú legnagyobb COP értéket (1. ábra) az R134a hűtőközeg alkalmazásával érhető el. Míg R410A hűtőközeg esetén a hőszivattyúnak a legalacsonyabb a hatásfoka az általunk vizsgált hűtőközegek közül. A 2. ábrán jól látható hogy a fentebb említett tendencia megfordult. A hőszivattyú kompresszorának az energia igénye a legkisebb az R134a hűtőközegre vonatkoztatva, míg az R410A esetén a legnagyobb, ami természetesen a legalacsonyabb COP értéket eredményezte. A 3. ábrán látható a hűtőközegek térfogat kapacitása mely szintén a 2. ábránál említett a felállást követi. A 4. ábrán a hűtőközegek tömegárama van ábrázolva, könnyen leolvashatjuk, hogy az R134a munkaközeg rendelkezik a legmagasabb tömegárammal, míg az R410A a legalacsonyabbal. Az 5. ábrán a közbenső hőcserélő teljesítmény igénye látható és megállapítható, hogy az R22 hűtőközeg esetén a legkisebb a hőcserélő teljesítménye. A 6. ábrán bemutattuk a hűtőközegek nyomáskülönbségeinek értékét, amelyből következik, hogy a legalacsonyabb tömegáramú hűtőközeg, azaz az R410A alkalmazásakor uralkodik a legmagasabb nyomáskülönbség a hőszivattyúban, ami a kompresszor legnagyobb teljesítmény igényét vonja maga után. Az R134a hűtőközeg esetében pedig a legkisebb kompresszor teljesítmény igényt. A 7. ábra a nyomásviszonyok különbségéről ad bizonyosságot, melyen látható hogy az R134a hűtőközeg esetén a legmagasabbak a nyomásviszonyok, mivel ez a munkaközeg rendelkezik a legkisebb parciális nyomásokkal a berendezés működése közben. Így az említett hűtőközeget előszeretettel alkalmazzák kis teljesítményű hőszivattyúknál, klíma berendezéseknél mivel alacsony nyomás uralkodik a hőcserélőkben így geometriailag nem igénylik a nagy robosztus méretet. A kapott eredmények kivizsgálása után kijelenthetjük, hogy a közbenső hőcserélővel ellátott kompresszoros hőszivattyú akkor fogja a legmagasabb hatásfokot produkálni, ha a vizsgált munkaközegek közül az R134a hűtőközegre bocsátkozunk. Az 1990-es évek elején jelent meg, mint az R12 alternatívája. Nagyon kedvező termodinamikai paraméterekkel rendelkezik. Mivel azonban halogénezett szénhidrogén, így környezetbarátnak sajnos nem tekinthető. A globális felmelegedésben játszott szerepe (GWP=1300) miatt az EK 842/2006 direktíva száműzte az autóipari alkalmazásból, mint hűtőközeg. Azonban még manapság is számos személyautókban illetve fűtő- és hűtő berendezésekben is megtalálható mint munkaközeg.


9

VII. [1] [2] [3] [4] [5] [6] [7] [8]

IRODALOM

Nyers J, Nyers A. Investigation of Heat Pump Condenser Performance in Heating Process of Buildings using a Steady-State Mathematical Model. Energy and Buildings. 2014:75:523–530. Zhang J, Wang R.Z, Wu J.Y. System optimization and experimental research on air source heat pump water heater, Applied Thermal Engineering 27 (2007) 1029–1035. Garbai L, Méhes Sz. Energy analysis of geothermal heat pumps with U-tube installations Exploitation of Renewable Energy Sources (EXPRES), 2011 IEEE 3rd International Symposium, 2011/3/11. pp. 107-112. Kajtar L, Kassai M, Banhidi L. Computerised simulation of energy consumption of air handling units. Energy and Buildings, DOI: 10.1016/j. enbuild. 2011.10.013, p. 54-59. Poós T, Örvös M. Heat- and mass transfer in agitated, co- or countercurrent, conductive-convective heated drum dryer. Drying Technology. 2012; 30:1457-1468. Nyers J, Garbai L, Nyers A. A modified mathematical model of heat pump's condenser for analytical optimization. Energy: doi: 10.1016/j. Szánthó Z. Determining the optimal schedule of district heating. Periodica Politechnica. Mech. Eng. 2000; 44:285-300. Garbai L, Jasper A, Magyar L. Probability theory description of domestic hot water and heating demands, Energy and Buildings, Volume 75, June 2014, Pages 483-492.


10

Közbenső hőcserélővel ellátott hőszivattyú teljesítménytényezőjének kivizsgálása

Recommend Documents